Фрикционное диафрагменное сцепление легкового автомобиля
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
ают существенной податливостью в осевом направлении, что обусловливает q=const во всех точках поверхности трения. Тогда
(3.5)
Для легковых автомобилей отношение r/R составляет приблизительно 0,55 тогда:
С учетом числа пар поверхностей трения для однодискового сцепления .
(3.6)
где - коэффициент, учитывающий уменьшение нажимного усилия , сжимающего трущиеся поверхности, вследствие трения в направляющих устройствах и шлицах ведущих и ведомых дисков. Для автомобильных сцеплений принимают . Тогда
(3.7)
Коэффициент трения накладок зависит от ряда факторов: материала фрикционных накладок, состояния их поверхностей, относительной скорости скольжения, удельной нагрузки, температуры. Определенный экспериментально коэффициент трения составляет в среднем 0,30...0,50. В реальных условиях эксплуатации сцеплений он несколько ниже. Для расчетов принимают .
Тогда
Удельная нагрузка определяется по формуле
(3.8)
где - площадь рабочей поверхности одной стороны фрикционной накладки.
При наличии отверстий под заклепки значение q несколько увеличивается (до 5%), но в расчетах этим можно пренебречь. Значение q у сцеплений легковых автомобилей составляет 0,18….0,25. Число пар трения находится по формуле:
(3.9)
по которому определяется необходимое количество ведомых дисков сцепления:
(3.10)
Полученное значение должно быть не более единицы для однодисковых сцеплений. Условие соблюдается.
Ход нажимного диска должен обеспечивать полное выключение сцепления. Зазор между поверхностями трения принимают для однодисковых сцеплений 0,75...1 мм. Таким образом, ход нажимного диска у однодисковых сцеплений составляет 1,5...2 мм.
4. Расчет тарельчатой пружины
Рис.3.1 Схема для расчета тарельчатой пружины.
Исходные данные получаем из чертежа:
De=241 мм Dа=176 мм Dс=220 мм
Di=55 мм ?=2,8 мм h=2,88 мм
Расчет пружин заключается в определении их размеров, обеспечивающих требуемое нажимное усилие и прочность. Пружину изготовляются из сталей 65Г, 50ХФА,60С2А и др.
Принимаем сталь 60С2А. [1]
Схема для расчета тарельчатой пружины приведена на рис. 3.1,где Fn- сила, действующая на нажимной диск, а Fвыкл - на пружину при выключении сцепления. Значения этих сил связаны зависимостью:
Fн=Fвыкл(Dc-Di)/(De-Dc),(4.1)
где Fн=5843 Н
При расчетах на прочность определяют напряжение в наиболее нагруженном месте пружины - в середине основания В лепестка при деформации пружины, соответствующей ее плоскому положению:
где D=(De-Da)/ln(De/Da) и ?=2h(De-Da)
Напряжение в наиболее нагруженном месте пружины равно 144,5 МПа, что является допустимым.
. Расчет показателей нагруженности сцепления
К показателям нагруженности относят удельную работу буксования при трогании автомобиля с места и повышение температуры при нагреве ведущего диска за одно включение.
На основании отечественного и зарубежного опыта формула для определения работы буксования выглядит следующим образом:
;(5.1)
где момент инерции автомобиля, приведённый к ведущему валу коробки передач;
угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя;
максимальный крутящий момент двигателя;
момент сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач;
Радиус качения колеса определяется по формуле
(5.2)
где коэффициент радиальной деформации шины ;
d, и B параметры автомобильного колеса, берутся из обозначения автомобильной шины: 215/60-R16, т.е.:
d=16 дюймов;
H/В=60;
В=215 мм
(5.3)
.
Угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя определяется по формуле
(5.4)
где скорость вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному моменту двигателя, определяется по формуле
(5.5)
где частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному моменту двигателя
Момент сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач определяется по формуле
(5.6)
где коэффициент сопротивления дороги; передаточное число трансмиссии; коэффициент полезного действия трансмиссии;
Передаточное число трансмиссии определяется по формуле
(5.7)
где передаточное число главной передачи;
передаточное число коробки передач на i-ой передаче;
; ; Uкп2 = 2,045 (по исходным данным).
Расчет производится для трех режимов:
1 режим - трогание на первой передаче при ,
режим - трогание на первой передаче при ,
режим - трогание на второй передаче при .
Коэффициент полезного действия трансмиссии определяется по формуле
(5.6)
где коэффициент полезного действия подшипников качения;
коэффициент полезного действия зубчатой передачи;
коэффициент полезного действия шарнира равных угловых скоростей;
=0,998
=0,92
=0,98 [1]
Тогда
0,790;
Момент инерции автомобиля будет равен при трогании на первой передачи:
(5.7)
где полная масса автомобиля, кг;
радиус качения колеса;
? = 1,03…1,05.
&nb